Шпоночные соединения

Применяют для передачи вращающих моментов между валами и установленными на них деталями преимущественно без возможности относительного осевого перемещения. Соединения образованы элементом , вставляемым в пазы выполненные на поверхности вала и в отверстии ответной детали. Различают соединения напряженные и ненапряженные. Последний тип соединений осуществляется клиновыми в продольном сечении шпонками, которые забиваются в паз. За счет давления клина в соединении возникают значительные силы трения, передающие вращающий момент. Такие соединения применяются редко т.к. вызывают значительные напряжения.

Ненапряженные соединения осуществляют призматическими (рис. 11 а) и сегментными (рис. 11 б) шпонками.

а б

Рис. 11 Призматическая (а) и сегментная (б) шпонки.

Недостатками шпоночных соединений являются недостаточная жесткость и невосприятие осевых усилий.

Шлицевые (зубчатые) соединения

Шлицевые соединения – это соединения вала и втулки при помощи выступов прямоугольной или другой (эвольвентной или треугольной) формы, входящих в пазы соответствующей формы на ответной детали, предназначенные для передачи значительных вращающих моментов с возможностью точного осевого перемещения соединяемых деталей.

Эти соединения наиболее надежны по восприятию момента, т.к. он распределяется между несколькими шлицами:

M = bhzψ[σ_CM]

Где b – длина ступицы детали, h – высота шлица, z – число шлицев, ψ – коэффициент неравномерности нагрузки между шлицами, [σ_CM] – допускаемое напряжение материала шлица на смятие.

Шлицевые соединения обеспечивают три варианта центрирования:

- по внутреннему диаметру,

- по наружному диаметру,

- по боковым поверхностям (в эвольвентных и треугольных соединениях).

Соединения с гарантированным натягом

Этот тип соединений осуществляется за счет сил трения на сопрягаемых поверхностях, возникающих за счет деформации вала и втулки. Это обеспечивается специальными посадками (плотными, тугими и прессовыми), при которых диаметр вала всегда гарантированно превышает диаметр отверстия. Соединения с натягом осуществляются тремя способами:

- нагревом насаживаемой детали до необходимой температуры,

- охлаждением вала в жидкой углекислоте до – 72⁰ или в жидком азоте до 190⁰ ,

- напрессовкой втулки на вал при обычной температуре.

В зависимости от натяга (разницы в диаметрах вала и отверстия) обеспечиваются необходимые давления, которые создают условия для передачи осевых сил и вращающих моментов:

Осевая сила P₀ =πdlpf

Вращающий момент M_kp = 0,5 πd² lpf

Здесь d – номинальный диаметр, l – длина посадочного отверстия, p – давление в посадке, f – коэффициент трения.

Расчет заклепочных соединений

Для изготовления заклепок используют пластичные легко деформируемые материалы: медь, дюралюмин, титан, незакаленные стали. Обязательным требованием является однородность материалов во избежание появления гальванических пар. Стальные заклепки применяются для соединений деталей общемашиностроительного назначения, работающих при значительных нагрузках, но не в агрессивной среде. Изготовляют их обычно из стали Ст0, Ст2, Ст3. Обычно заклепки рассчитывают на срез и смятие. Расчетная схема заклепочного соединения представлена на рис. 1.

А Р2 А d F P F b P1

A - A Т δ1 F δ1 F Т

Рис. 12 К расчету заклепочного соединения

Основными видами нагрузки заклепочного соединения являются силы F, и моменты T, действующие в плоскости стыка. При этом часть нагрузки передают силы трения на стыке. Тело заклепки подвержено действию напряжний среза, смятия и изгиба. При расчете соединения условно полагют, что трение на стыке отсутствует (его учитывают при выборе допускаемых напряжений).

В расчете заклепочных соединений деталей машин общего назначения полагают, что центральная сила распределена между заклепками равномерно, а момент – пропорционально расстоянию от заклепки до центра масс сечений заклепок (аналогично распределению нагрузки в групповом резьбовом соединений, нагруженном в плоскости стыка). Суммарную силу F^∑_1max действующую на наиболее нагруженную заклепку (одну из наиболее удаленных от центра масс) определяют геометрическим сложением.

Условие прочности заклепки по срезу выглядит следующим образом:

Τ_СР = F^∑_1max / (π хd² / 4),

где F^∑_1max – суммарная сила, d – диаметр заклепки.

Условие прочности по смятию:

σ_СМ = F^∑_1max / d х δ_min ≤ [σ]_СМ,

где δ_min – толщина более тонкой из соединяемых деталей, [σ]_СМ – предел прочности материала на смятие, σ_СМ – напряжения смятия.

Если необходимо, проверяют прочность соединяемых деталей с учетом ослабления их отверстиями под заклепки. Для соединения, показанного на рис. 22.1, условие прочности соединяемых деталей на растяжение:

σ_Р = F / (b – 2 х d) х δ₁ ≤ [σ]_Р.ОСН,

где b - ширина соединяемой детали, [σ]_Р.ОСН - предел прочности на растяжение, σ_Р - растягивающие напряжения в соединении.

Для этого же соединения условие предотвращения прорезания детали заклепками:

τ_СР = F / 4 * δ * P ≤ [τ]_СР.ОСН = [τ]_СР,

где P - расстояние между заклепками, δ - толщина соединяемой детали, [τ]_СР.ОСН - предел прочности на срез материала детали, τ_СР - напряжения среза.